WO2019198228A1

WO2019198228A1 - 空気調和機

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Publication number: WO2019198228A1
Application number: PCT/JP2018/015533
Authority: WO
Inventors: 渉子津村; 智之長房; 和英月居; 友宏井柳; 亮輔安部
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2018-04-13
Filing date: 2018-04-13
Publication date: 2019-10-17
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Abstract

空気調和機は、圧縮機と、室外熱交換器とを有する室外機と、室内熱交換器を有する室内機と、圧縮機の内部の気体を外部に導くための開口弁とを備える。圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器が、冷媒配管で接続されて冷媒回路が形成されている。開口弁は、円筒部と板状の閉塞部とを有し、円筒部の第１の端部は開放され、円筒部の第２の端部は閉塞部により閉塞され、円筒部は第１の端部を介して圧縮機と連通している。圧縮機の内部の圧力が、空気調和機の設計圧力より高く設定されている圧縮機の保証圧力より高く、かつ、圧縮機に破損が発生する圧力である破損圧力よりも低い開口圧力に達すると、円筒部と閉塞部の境界部分、若しくは閉塞部に開口が形成されるよう、開口弁は構成されている。

Description

空気調和機

　本発明は、空気調和機に関するものであり、より詳細には圧縮機の破損防止に関するものである。

　従来、セパレート型の空気調和機の移設若しくは廃棄の際、冷媒回路内の冷媒を室外機に回収するポンプダウンと呼ばれる強制冷房運転が行われる。ポンプダウンの実行中に冷媒回路内に大量の空気が混入すると、室外機に設けられている圧縮機の内部で空気圧縮が起こり、高温高圧の空気と冷凍機油が混合する。その結果、圧縮機内部の圧力が急激に上昇し、圧縮機の筐体が破損する可能性がある。

　特許文献１には、圧縮機の吐出室に連通する孔にリリーフバルブを取り付け、このリリーフバルブを破裂板で覆う構成が記載されている。リリーフバルブは、吐出室側から所定以上の圧力が作用すると開状態となるよう構成されている。また、破裂板は、リリーフバルブの作動圧力よりも低い圧力で作動し破裂するよう構成されている。圧縮機の動作に異常が生じ、圧縮機の吐出室内の圧力が所定以上の圧力になると、リリーフバルブが開き、破裂板が破裂する。その結果、吐出室内の冷媒が大気側に放出されて圧縮機内の圧力が低下し、高圧による圧縮機の破壊が防止される。

特開２００４－３５３５７８号公報

　特許文献１のリリーフバルブにはバネ体が用いられており、リリーフバルブと破裂板との間には気体貯留室が形成されている。そのため、圧縮機の内外を連通させるには、バネ体の付勢力に抗して弁体が押し上げられなければならない。従って、特許文献１に記載の構成では、ポンプダウンの実行中に発生する可能性のある急激な圧力の上昇に対応できない、という問題がある。

　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、圧縮機内の圧力が急激に上昇しても圧縮機の筐体が破損することのない空気調和機を提供することを目的とする。

　本発明に係る空気調和機は、圧縮機と、室外熱交換器とを有する室外機と、室内熱交換器を有する室内機と、圧縮機の内部の気体を外部に導くための開口弁とを備え、圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器が、冷媒配管で接続されて冷媒回路が形成されている空気調和機であって、開口弁は、円筒部と板状の閉塞部とを有し、円筒部の第１の端部は開放され、円筒部の第２の端部は閉塞部により閉塞され、円筒部は第１の端部を介して圧縮機と連通しており、圧縮機の内部の圧力が、空気調和機の設計圧力より高く設定されている圧縮機の保証圧力より高く、かつ、圧縮機に破損が発生する圧力である破損圧力よりも低い開口圧力に達すると、円筒部と閉塞部の境界部分、若しくは閉塞部に開口が形成されるよう構成されている。

　本発明に係る空気調和機によれば、開口弁の円筒部の第１の端部は開放され、第１の端部を介して円筒部は圧縮機と連通しており、圧縮機の保証圧力より高く、かつ、圧縮機の破損圧力よりも低い開口圧力に達すると、開口弁は開口する。従って、圧縮機の内部の圧力が急激に上昇しても、圧縮機の筐体の破損を防止することができる。

本発明の実施の形態１に係る空気調和機の冷凍サイクル図である。本発明の実施の形態１に係る空気調和機の圧縮機の概略図である。本発明の実施の形態１に係る空気調和機の開口弁の構成を示す図である。本発明の実施の形態１に係る空気調和機の圧縮機の内部の圧力変化を示すグラフである。表１に示す実験結果に基づいて、圧縮機の回転数と圧力上昇速度との関係をグラフ化したものである。表２に示す実験結果に基づいて、開口弁の円筒部の内径と圧力開放速度との関係をグラフ化したものである。表３に示す実験結果に基づいて、開口弁における閉塞部の板厚と円筒部の内径の比と、圧縮機の内部の最大圧力との関係をグラフに表したものである。空気調和機の開口弁の他の例を示す図である。空気調和機の開口弁の他の例を示す図である。本発明の実施の形態２に係る空気調和機の圧縮機の概略図である。本発明の実施の形態３に係る空気調和機の冷凍サイクル図である。

　以下に、本発明における空気調和機の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。尚、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、以下の図面においては各構成部材の大きさ及び形状は実際の装置とは異なる場合がある。

実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の冷凍サイクル図である。空気調和機１は、室外機１０と室内機２０とを備えている。室外機１０は、圧縮機１１と、マフラー１２と、四方向切換弁１３と、室外熱交換器１４と、冷媒減圧装置１５と、液側閉鎖弁１６と、ガス側閉鎖弁１７と、室外送風機１８とを有している。室内機２０は、室内熱交換器２１と、室内送風機２２とを有している。圧縮機１１、マフラー１２、四方向切換弁１３、室外熱交換器１４、冷媒減圧装置１５、液側閉鎖弁１６、室内熱交換器２１、及びガス側閉鎖弁１７は、順次、冷媒配管３０により接続されており、冷媒回路が形成されている。

　圧縮機１１は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。圧縮機１１は、例えばインバータ回路等により、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機１１の容量、すなわち単位時間あたりの冷媒を送り出す量を変化させるものである。マフラー１２は、圧縮機１１の吐出側に配置されている。マフラー１２は、冷媒の脈動を低減させるものである。四方向切換弁１３は、冷房運転時と暖房運転時とによって冷媒の流れを切り換える弁である。図１は、冷房運転のときの冷媒サイクルを示している。図１では、暖房運転時の冷媒回路については一部省略している。

　室外熱交換器１４は、冷媒と室外の空気との熱交換を行う。室外熱交換器１４は、暖房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、室外熱交換器１４は、冷房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮して液化させる。冷媒減圧装置１５は、冷媒を減圧して膨張させる。冷媒減圧装置１５を、例えば電子式膨張弁で構成した場合には、不図示の制御装置の指示に基づいて冷媒減圧装置１５の開度調整を行う。室外熱交換器１４で冷媒と熱交換する室外の空気は、室外送風機１８により室外熱交換器１４に送り込まれる。

　室内熱交換器２１は、空調対象となる空気と冷媒との熱交換を行う。室内熱交換器２１は、暖房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮して液化させる。また、室内熱交換器２１は、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。室内熱交換器２１で冷媒と熱交換する空気は、室内送風機２２により室内熱交換器２１に送り込まれる。

　図２は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の圧縮機の概略図である。圧縮機１１は、筐体１１０と開口弁４０を有している。筐体１１０は、天面部１１０Ａと胴部１１０Ｂを有している。天面部１１０Ａには冷媒配管３０が接続されている。開口弁４０は、圧縮機１１の内部の気体を外部に導くための部材である。開口弁４０は、天面部１１０Ａの鏡板において、冷媒配管３０とは別体の構成部材として設置されている。

　図３は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の開口弁の構成を示す図である。開口弁４０は、円筒部４１と板状の閉塞部４２とを有しており、全体として円筒状を呈している。図３は、開口弁４０を円筒部４１の軸芯で切断した縦断面を示している。円筒部４１の第１の端部４１Ａは開放され、円筒部４１の第２の端部４１Ｂは閉塞部４２により閉塞されている。閉塞部４２は平板状を呈している。

　開口弁４０は、図２に示すように、円筒部４１の第１の端部４１Ａが圧縮機１１の内方に向けて開口し、第２の端部４１Ｂが圧縮機１１の外方に向くよう、圧縮機１１に設けられている。円筒部４１は、第１の端部４１Ａを介して圧縮機１１と連通している。この構成により、圧縮機１１内の気体は円筒部４１に流れ込む。

　図４は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の圧縮機の内部の圧力変化を示すグラフである。図４を参照しながら、開口弁４０の機能について説明する。図４のグラフは、縦軸に圧縮機１１の内部の圧力Ｐをとり、横軸に時間Ｔをとっている。圧力Ｐの単位はＭＰａであり、時間Ｔの単位はｓｅｃ、すなわち秒である。Ｐｃｏｍｐは、空気調和機１の設計圧力である。Ｐ１ｍａｘは、圧縮機１１の保証圧力である。圧縮機１１の保証圧力Ｐ１ｍａｘは、空気調和機１の設計圧力Ｐｃｏｍｐの約３倍である。圧縮機１１は、保証圧力Ｐ１ｍａｘを担保するように設計されている。すなわち、圧縮機１１の内部に加わる圧力が保証圧力Ｐ１ｍａｘよりも低ければ、圧縮機１１は正常な運転が保証される。Ｐ２ｍａｘは、圧縮機１１の破損圧力である。圧縮機１１の破損圧力Ｐ２ｍａｘとは、圧縮機１１に破損が発生する圧力であり、保証圧力Ｐ１ｍａｘに対し高圧側に公差を持った値となっている。すなわち、圧縮機１１の内部に破損圧力Ｐ２ｍａｘ以上の圧力が加わると、圧縮機１１は破損し、正常に動作しなくなる可能性がある。

　ポンプダウンの実行時、図１に示す室内機２０の冷媒を室外機１０へ回収するため、液側閉鎖弁１６を全閉し、ガス側閉鎖弁１７を全開にして、強制冷媒運転を行う。このとき、例えば、既に室外機１０と室内機２０とが切り離された状態でガス側閉鎖弁１７が全開のまま、冷房運転が実行されると、冷媒回路内に大量の空気が混入する。その結果、圧縮機１１の内部で空気圧縮が起こり、圧縮機１１の圧力Ｐが破損圧力Ｐ２ｍａｘを上回るまで急激に上昇し、圧縮機１１が破損する場合がある。

　図４の実線Ｌ１は、空気調和機１のポンプダウン実行中、冷媒回路内に大量の空気が混入し、圧縮機１１の圧力Ｐが設計圧力Ｐｃｏｍｐを下回っていた状態から急激に上昇し、設計圧力Ｐｃｏｍｐを超え、さらに保証圧力Ｐ１ｍａｘを超えていく態様を示している。この場合、圧縮機１１内の高圧ガスが圧縮機１１の外に排出されないと、圧縮機１１の圧力Ｐは、細破線Ｌ２で示すように、急激な上昇を続けて破損圧力Ｐ２ｍａｘを超えてしまう。

　そこで、本実施の形態１では、圧縮機１１の圧力Ｐが急激に上昇した場合、開口弁４０を介して、圧縮機１１の内部の高圧ガスを排出するよう構成している。開口弁４０は、圧縮機１１の保証圧力Ｐ１ｍａｘより高く、かつ、圧縮機１１の破損圧力Ｐ２ｍａｘより低い値に設定されている開口圧力Ｐｐが加わると開口を開始するよう構成されている。すなわち、円筒部４１に流れ込んだガスが閉塞部４２を押圧する圧力が保証圧力Ｐ１ｍａｘを上回り、圧縮機１１内の圧力の上昇により開口圧力Ｐｐに達すると、円筒部４１と閉塞部４２との境界部分、若しくは閉塞部４２自体に開口が形成される。そして、円筒部４１が、圧縮機１１の内部のガスを圧縮機１１の外部に導く開放流路となる。

　さらに、開口弁４０は、圧縮機１１の圧力Ｐが保証圧力Ｐ１ｍａｘを上回ってから破損圧力Ｐ２ｍａｘに達するよりも速く、圧縮機１１の内部のガスを圧縮機１１の外部に導く開放流路が形成されるよう構成されている。図４に示す例では、圧縮機１１の圧力Ｐが保証圧力Ｐ１ｍａｘを上回ってから破損圧力Ｐ２ｍａｘに達するまでの時間は、ｔ２秒－ｔ１秒である。この場合、本実施の形態１では、開口弁４０が開口を開始してから、円筒部４１が開放流路として機能するまでの時間が、ｔ２秒－ｔ１秒よりも短くなるよう、開口弁４０は構成されている。この構成により、急激に上昇して保証圧力Ｐ１ｍａｘを超えた圧縮機１１の圧力Ｐは、図４の太破線Ｌ３に示すように、破損圧力Ｐ２ｍａｘに達することなく降下する。

　本実施の形態１では、図３に示すように、開口弁４０を円筒部４１と閉塞部４２で構成し、円筒部４１の第１の端部４１Ａを圧縮機１１と連通させている。ここで、開口弁４０の円筒部４１の内径及び閉塞部４２の板厚について説明する。表１は、胴部１１０Ｂの内径が１０７ｍｍであり、板厚が２．６ｍｍである筐体１１０を有する圧縮機１１を用いた場合の、圧縮機１１の回転数と圧力上昇速度の関係を示す表である。図５は、表１に示す実験結果に基づいて、圧縮機１１の回転数と圧力上昇速度との関係をグラフ化したものである。表１及び図５に示されるように、圧縮機の一般的な回転数である６０ｒｐｓにおいて、圧力上昇速度は約２００ＭＰａ／ｓｅｃである。圧縮機１１の筐体を破損せずに圧縮機１１内の圧力を開放するためには、圧力上昇速度を圧力開放速度が上回らなければならない。

　表２は、胴部１１０Ｂの内径が１０７ｍｍであり、板厚が２．６ｍｍである筐体１１０を有する圧縮機１１を用いて、開口弁４０の円筒部４１の内径を変えて実験した場合の、開口弁４０の内径と圧縮機１１の圧力開放速度の関係を示す表である。図６は表２に示す実験結果に基づいて、開口弁４０の円筒部４１の内径と圧力開放速度との関係をグラフ化したものである。図６のグラフにおいて、圧力開放速度を縦軸にとり、円筒部４１の内径を横軸にとっている。

　ここで、図６に示されるように、円筒部４１の内径が１０ｍｍ以上となると、圧力開放速度は２００ＭＰａ／ｓｅｃを超える傾向がある。従って、円筒部４１の内径を胴部１１０Ｂの内径の約１０分の１以上にすれば、圧力開放速度は２００ＭＰａ／ｓｅｃを上回り、圧力上昇速度を上回らせることができる。一方、圧縮機１１の筐体若しくは開口弁４０が内圧で破損した場合の、噴流の初期エネルギーは、内圧が同一であれば、破損の初期に圧縮機１１の筐体若しくは開口弁４０の破損部に発生する亀裂の長さに比例する。例えば、開口弁４０の閉塞部４２に真一文字に亀裂が入ったと仮定した場合、圧縮機１１の筐体の破損と、開口弁４０の開放による初期エネルギーの比は、圧縮機１１の筐体の破損により圧縮機１１の筐体に発生する亀裂長さ：開口弁４０の直径である。すなわち、開口弁４０の直径を小さくすればするほど、圧力開放時のエネルギーを小さくすることができる。これらの実験結果及び考察に基づき、本実施の形態１の円筒部４１の内径は、図２の圧縮機１１の筐体１１０の胴部１１０Ｂの内径の約１０分の１以上に設定されている。より好ましくは、円筒部４１の内径は、圧縮機１１の筐体１１０の胴部１１０Ｂの内径の１０分の１以上であって、上限は許容される圧力解放時のエネルギーにより設定されている。

　表３は、上述の圧縮機１１を用いて、開口弁４０の閉塞部４２の板厚と円筒部４１の内径を変えて実験した場合の、開口弁４０の閉塞部４２、開口弁４０の内径、圧縮機１１の内部の最大圧力との関係を示す表である。図７は、表３に示す実験結果に基づいて、開口弁４０における円筒部４１の内径に対する閉塞部４２の板厚の比と、圧縮機１１の内部の最大圧力との関係をグラフに表したものである。図７のグラフにおいて、圧縮機１１の内部の最大圧力を縦軸にとり、円筒部４１の内径に対する閉塞部４２の板厚の比を横軸にとっている。

　この実験結果に基づき、本実施の形態１の開口弁４０の閉塞部４２の板厚は、図２に示す圧縮機１１の筐体１１０の板厚の約１０分の１に設定されている。より好ましくは、閉塞部４２の板厚は、圧縮機１１の筐体１１０の板厚の１０分の１以上であって、上限は円筒部４１の内径との比率により決定する最大圧力により設定されている。さらに、円筒部４１の板厚は、閉塞部４２の板厚よりも厚くなっている。以上の構成により、開口弁４０の上述の機能が実現されている。

　本実施の形態１によれば、圧縮機１１の圧力が保証圧力Ｐ１ｍａｘを下回っている状態では、開口弁４０は閉塞部４２により閉塞されており、圧縮機１１の圧力が保証圧力Ｐ１ｍａｘを上回り、開口圧力Ｐｐに達すると、開口弁４０は開口する。そして、圧縮機１１の圧力が破損圧力Ｐ２ｍａｘに到達する前に、開放流路が確保される。従って、空気調和機１の通常の冷房運転及び暖房運転の機能及び性能に影響を与えることなく、圧縮機１１の内部の急激な圧力上昇時における圧縮機１１の破損を防止することができる。特に、圧縮機１１の圧力Ｐの上昇の速度が、圧縮機１１以外の冷媒回路の構成部品へ高圧ガスが伝搬する速度よりも速い場合であっても、圧縮機１１の筐体１１０の破損を防止することができる。

　開口弁４０の円筒部４１の板厚は閉塞部４２の板厚よりも厚いため、圧縮機１１の内部の急激な圧力上昇に応じて開口弁４０が開口した後、円筒部４１の開放流路としての形状が維持される。

　空気調和機１に温度センサー若しくは圧力センサーを設け、それらのセンサーの検知結果に基づいて圧縮機１１の運転停止を制御することも考えられる。しかしながら、このような制御では、運転停止の判断基準として設定した規定値を外れるような現象の発生、若しくはセンサーの反応速度より速い圧力上昇には対応することができず、圧縮機１１に破損が生じる可能性がある。これに対し、本実施の形態１は、開口弁４０の開口圧力Ｐｐは、保証圧力Ｐ１ｍａｘより大きく、かつ破損圧力Ｐ２ｍａｘより低い値に設定され、さらに、保証圧力Ｐ１ｍａｘを上回ってから破損圧力Ｐ２ｍａｘに達するより速く、開放流路が形成される。従って、本実施の形態１によれば、圧縮機１１の内部の急激な圧力上昇に対応することができ、圧縮機１１の破損を防止することができる。

　また、本実施の形態１によれば、円筒部４１の板厚は閉塞部４２の板厚よりも厚くなっている。従って、閉塞部４２と円筒部４１との境界、若しくは閉塞部４２に開口が形成され、高圧ガスが圧縮機１１の外部に排出されるとき、開放流路としての円筒部４１の形状が維持される。

　尚、開口弁４０の閉塞部４２の形状は、図３に示す形状に限るものではない。図８及び図９は、空気調和機の開口弁の他の例を示す図である。図８に示す開口弁５０は、円筒部５１と閉塞部５２を有している。円筒部５１の第１の端部５１Ａは開放し、第２の端部５１Ｂは閉塞部５２により閉塞されている。閉塞部５２は、円筒部５１の内側へ向かって凸状に湾曲して形成されている。図８の例においても、円筒部５１の内径は、図２に示す圧縮機１１の筐体１１０の胴部１１０Ｂの内径の約１０分の１に設定され、閉塞部５２の板厚は、図２に示す圧縮機１１の筐体１１０の板厚の約１０分の１に設定されている。より好ましくは、円筒部５１の内径は、圧縮機１１の筐体１１０の胴部１１０Ｂの内径の１０分の１以上に設定され、閉塞部５２の板厚は、圧縮機１１の筐体１１０の板厚の１０分の１以上に設定される。また、円筒部５１の板厚は、閉塞部５２の板厚よりも厚くなっている。

　図９に示す開口弁６０は、円筒部６１と閉塞部６２を有している。円筒部６１の第１の端部６１Ａは開放し、第２の端部６１Ｂは閉塞部６２により閉塞されている。閉塞部６２は、円筒部６１の外側へ向かって凸状に湾曲して形成されている。図９の例においても、円筒部６１の内径は、図２に示す圧縮機１１の筐体１１０の胴部１１０Ｂの内径の約１０分の１に設定され、閉塞部６２の板厚は、図２に示す圧縮機１１の筐体１１０の板厚の約１０分の１に設定されている。より好ましくは、円筒部６１の内径は、圧縮機１１の筐体１１０の胴部１１０Ｂの内径の１０分の１以上に設定され、閉塞部６２の板厚は、圧縮機１１の筐体１１０の板厚の１０分の１以上に設定される。また、円筒部６１の板厚は、閉塞部６２の板厚よりも厚くなっている。

実施の形態２．
　図１０は、本発明の実施の形態２に係る空気調和機の圧縮機の概略図である。図１０において、実施の形態１の圧縮機１１の部材と同様の部材には同一の符号が付されている。図１０に示すように、開口弁４０は、冷媒配管３０とは別体の部材であり、圧縮機１１の胴部１１０Ｂの側面に設けられ、円筒部４１の第１の端部４１Ａが圧縮機１１の内部と連通している。開口弁４０は、胴部１１０Ｂの上下方向において、圧縮機１１の下部に貯留する冷凍機油の油面よりも高い位置に配置される。本実施の形態２によれば、上述の実施の形態１の効果と同様の効果が得られる。

　尚、本実施の形態２においても、開口弁４０に替えて図８の開口弁５０若しくは図９の開口弁６０を圧縮機１１の胴部１１０Ｂの側面に設けてもよい。

実施の形態３．
　図１１は、本発明の実施の形態３に係る空気調和機の冷凍サイクル図である。図１１において、実施の形態１の空気調和機１の部材と同様の部材には同一の符号が付されている。高圧領域７０は、圧縮機１１と室外熱交換器１４とを接続する領域であり、圧縮機１１から吐出される高圧ガスが流入する領域である。本実施の形態３では、高圧領域７０の範囲内において、冷媒配管３０に分岐管８０を介して、実施の形態１又は２で説明したのと同様の開口弁４０が設けられている。分岐管８０は、３方向に分岐する分岐管である。分岐管８０には、圧縮機１１の吐出側に接続されている配管と、マフラー１２に接続されている配管と、開口弁４０の図３に示す第１の端部４１Ａとが接続されている。従って、上述の実施の形態１及び実施の形態２と同様、円筒部４１は、第１の端部４１Ａを介して圧縮機１１と連通している。この構成により、空気調和機１の冷媒回路の外部に高圧ガスを開放する開放流路が確保されている。

　高圧領域７０には、マフラー１２及び四方向切換弁１３が含まれており、圧縮機１１から吐出されるガス冷媒が高圧領域７０へ流入する際の高圧領域７０における圧力の上昇は均一ではない。従って、開口弁４０の設置箇所の圧力が開口圧力Ｐｐに到達する前に、圧縮機１１内の圧力が保証圧力Ｐ１ｍａｘを上回らないよう、冷媒の流量と圧縮機１１の吐出口からの距離とに基づいて、冷媒配管３０における開口弁４０の設置箇所を調整しなければならない。

　一方、図１１に示すように、圧縮機１１から室外熱交換器１４までの高圧領域７０にはマフラー１２が含まれる場合がある。マフラー１２は、空気調和機１が冷房運転されるとき、冷媒回路において圧縮機１１の下流に位置する構成部品のうち、最も圧縮機１１に近い位置に配置されている構成部品である。この場合、ポンプダウンによる強制冷房運転の実行中、高圧ガスが高圧領域７０へ流入すると、マフラー１２も破損する可能性がある。そこで、本実施の形態３では、冷媒配管３０において、圧縮機１１とマフラー１２とを接続する配管に、分岐管８０を介して開口弁４０を設けている。すなわち、ポンプダウンが実行される際、冷媒回路においてマフラー１２の上流となる位置に、開口弁４０が配置される。

　本実施の形態３によれば、冷媒回路を形成している冷媒配管３０に開口弁４０が設けられている。従って、圧縮機１１の従来の構成を変更することなく、ポンプダウンの実行中に急激な圧力上昇が発生しても、圧縮機１１の破損を防止することができる。

　さらに、本実施の形態３によれば、ポンプダウンが実行される際、冷媒回路においてマフラー１２の上流となる位置に、開口弁４０が配置されている。従って、ポンプダウンの実行中に急激な上昇が発生しても、圧縮機１１のみならず、マフラー１２の破損も防止することができる。

　本実施の形態３においても、開口弁４０に替えて図８の開口弁５０若しくは図９の開口弁６０を、分岐管８０に取り付けてもよい。

　尚、分岐管８０は３方向以上に分岐する分岐管であればよく、分岐している管のうちの１つに開口弁４０が設けられていればよい。

　１　空気調和機、１０　室外機、１１　圧縮機、１２　マフラー、１３　四方向切換弁、１４　室外熱交換器、１５　冷媒減圧装置、１６　液側閉鎖弁、１７　ガス側閉鎖弁、１８　室外送風機、２０　室内機、２１　室内熱交換器、２２　室内送風機、３０　冷媒配管、４０　開口弁、４１　円筒部、４１Ａ　第１の端部、４１Ｂ　第２の端部、４２　閉塞部、５０　開口弁、５１　円筒部、５１Ａ　第１の端部、５１Ｂ　第２の端部、５２　閉塞部、６０　開口弁、６１　円筒部、６１Ａ　第１の端部、６１Ｂ　第２の端部、６２　閉塞部、７０　高圧領域、８０　分岐管、１１０　筐体、１１０Ａ　天面部、１１０Ｂ　胴部、Ｐ　圧力、Ｐ１ｍａｘ　保証圧力、Ｐ２ｍａｘ　破損圧力、Ｐｐ　開口圧力。

Claims

　圧縮機と、室外熱交換器とを有する室外機と、室内熱交換器を有する室内機と、前記圧縮機の内部の気体を外部に導くための開口弁とを備え、前記圧縮機、前記室外熱交換器、前記室内熱交換器が、冷媒配管で接続されて冷媒回路が形成されている空気調和機であって、
　前記開口弁は、
　円筒部と板状の閉塞部とを有し、前記円筒部の第１の端部は開放され、前記円筒部の第２の端部は前記閉塞部により閉塞され、前記円筒部は前記第１の端部を介して前記圧縮機と連通しており、
　前記圧縮機の内部の圧力が、前記空気調和機の設計圧力より高く設定されている前記圧縮機の保証圧力より高く、かつ、前記圧縮機に破損が発生する圧力である破損圧力よりも低い開口圧力に達すると、前記円筒部と前記閉塞部の境界部分、若しくは前記閉塞部に開口が形成されるよう構成されている空気調和機。
　前記保証圧力は、前記設計圧力の３倍に設定され、
　前記開口弁は、前記圧縮機の内部の圧力が前記保証圧力を上回り、前記開口圧力に達して開口が形成された後、前記圧縮機の内部の圧力が前記保証圧力を上回ってから前記破損圧力に達するよりも速く、前記圧縮機の内部の気体を前記圧縮機の外部に導く開放流路が形成されるよう構成されている請求項１に記載の空気調和機。
　前記圧縮機の内部の圧力が前記破損圧力に達する前に、前記円筒部が前記開放流路となるよう構成されている請求項２に記載の空気調和機。
　前記円筒部の内径は、前記圧縮機の筐体の胴の内径の１０分の１以上であり、前記閉塞部の板厚は前記圧縮機の前記筐体の板厚の１０分の１以上である請求項３に記載の空気調和機。
　前記円筒部の板厚は、前記閉塞部の板厚よりも厚い請求項４に記載の空気調和機。
　前記開口弁は、前記圧縮機の前記筐体に設けられている請求項４又は５に記載の空気調和機。
　前記開口弁は、前記冷媒配管において前記圧縮機の吐出側に接続されている配管に設けられている請求項１～５のいずれか一項に記載の空気調和機。
　前記開口弁は、前記冷媒配管において、前記空気調和機が冷房運転されるとき前記冷媒回路において前記圧縮機の下流に位置する前記冷媒回路の構成部品のうち、前記圧縮機に最も近い位置に配置されている構成部品と、前記圧縮機とを接続する配管に設けられている請求項７に記載の空気調和機。